TURBOCOMPRESOR AXIAL

V.- TURBOCOMPRESOR AXIAL
pfernandezdiez.es
V.1.- INTRODUCCIÓN
Los compresores axiales más primitivos que se construyeron alrededor de 1900 por Sir Charles Parsons, eran de baja relación de compresión y alcanzaban rendimientos muy modestos, del orden del 55%,
debido al desprendimiento de la capa límite en el álabe, por lo que se abandonaron en favor de los compresores centrífugos de varios escalonamientos por su más alto rendimiento, del orden del 70÷ 80%.
Los primeros turbocompresores axiales de rendimiento aceptable aparecen mucho más tarde; en
1926, A. A. Griffith establece los principios básicos de su teoría del perfil aerodinámico para el diseño de
compresores y turbinas, y es a partir de aquí cuando se emprende el desarrollo de los compresores axiales.
Cuando se comparan los compresores axiales con las turbinas axiales, las diferencias provienen de
los propios procesos del flujo; cuando el fluido se acelera rápidamente en un conducto sufre una pérdida
moderada de presión de remanso, pero cuando experimenta una rápida deceleración, que provoca un
gradiente adverso de presión, se puede producir desprendimiento del flujo y, en consecuencia, grandes
pérdidas.
Para limitar estas pérdidas, es necesario mantener la relación de deceleración del flujo a través de
las coronas de álabes en valores bajos, circunstancia que implica el que para una relación de compresión
dada, un turbocompresor axial tenga muchos más escalonamientos que una turbina axial.
Su diseño entraña una gran dificultad dada la importancia especial que el método aerodinámico y el
método de diseño de los álabes con torsión tiene en estas máquinas. El ángulo de desviación(β1-β2) de
los álabes de un turbocompresor axial tiene que ser muy reducido si se quiere mantener un rendimiento
elevado, siendo inferior a 45º, mientras que en las Turbinas de vapor o de gas es mucho mayor.
Análisis bidimensional del escalonamiento de un compresor axial.- Un escalonamiento de
un turbocompresor axial consiste en una corona de álabes móviles o rotor seguida de otra de álabes fijos
o estator. Los álabes del rotor están montados sobre un tambor y los del estator sobre la carcasa. Si en
este turbocompresor axial los últimos escalonamientos tienen una relación (base/extremo) alta, el problema de diseño se simplifica considerando que las condiciones del flujo no varían en las direcciones circunferencial y radial, lo que equivale a suponer que existen infinitos álabes en cada corona y que las conpfernandezdiez.es
TC axiales.V.-83
€
diciones del flujo que imperan en el diámetro medio de la misma son idénticas para cualquier otro diámetro.
rbase
Los álabes se pueden suponer rectos, y si la relación
es alta, los incrementos de presión y
rexterior
velocidad a lo largo de su altura son pequeños, por lo que la hipótesis de diseño anterior es suficiente.
Fig V.1.- Escalonamiento de un turbocompresor axial y triángulos de velocidades
Rotor.- El proceso en el rotor es un proceso adiabático en el que se transfiere trabajo al fluido. El

fluido llega a los álabes del rotor con una velocidad absoluta c1 , que forma un ángulo α 1 con la dirección
axial, y atraviesa los conductos divergentes formados por los álabes del rotor, que ceden energía mecánica al fluido aumentando su energía cinética y su presión estática. El fluido sale del rotor con una veloci€
dad relativa w2< w1 y una velocidad absoluta c2 > c1, debido a la energía cedida por el rotor. A continuación, el fluido atraviesa los conductos divergentes que forman los álabes del estator decelerándose y aumentando consecuentemente su presión estática.
El flujo entra en el rotor sin rotación, por lo que:
c 1u = 0 ⇒ α 1 = 90º

mientras que la velocidad axial cm es constante.
c2u - c1u = w2u - w1u
w 2u = - cm cot g β 2
; €w1u = - c m cot g β 1
El trabajo de compresión en un escalonamiento de un turbocompresor axial, o trabajo periférico, es:
Tu = ( i2 +
c22
c2
u ( c 2u - c1u )
u cm ( cot g β 1 - cotg β 2 )
) - ( i1 + 1 ) =
=
2g
2g
g
g
De esta ecuación se deduce que como en un turbocompresor axial la diferencia (cotg β 1- cotg β 2) es
muy pequeña, el aumento del salto entálpico por escalonamiento se tiene que conseguir mediante un au

mento de la velocidad periférica u ó de cm .
Como a un salto periférico pequeño le corresponde un incremento de presión por escalonamiento pepfernandezdiez.es
€
€
TC axiales.V.-84
queño, la relación de compresión εc por escalonamiento en estos turbocompresores axiales es a su vez
muy pequeña, del orden de (1,15÷1,35) aproximadamente, y mucho menor que en el turbocompresor
centrífugo.
Sin embargo ésto no es problema para que en la actualidad el turbocompresor axial predomine sobre
el turbocompresor centrífugo en el campo de las grandes potencias, grandes caudales e incluso grandes
relaciones de compresión, del orden de εc = 4, que se alcanzan aumentando el número de escalonamientos. Estos escalonamientos se suceden unos a otros, ya sean de tambor o de disco, constituyendo una
máquina compacta con una reducida sección transversal, lo que constituye una gran ventaja sobre el
turbocompresor centrífugo, sobre todo en la aplicación a los turborreactores de los aviones que precisan
de pequeñas superficies frontales.
Los turbocompresores axiales pueden ser subsónicos y supersónicos; en esta sección sólo trataremos los turbocompresores subsónicos, que son los más corrientes.
Fig V.2.- Esquema del corte longitudinal de un turbocompresor axial:
Por lo que respecta a las pérdidas, saltos entálpicos, rendimientos, potencias, refrigeración, etc, lo
visto en los turbocompresores centrífugos, es aplicable a los turbocompresores axiales.
V.2.- INCREMENTO DE PRESIÓN EN UN ESCALONAMIENTO DE TC AXIAL
El incremento de entalpía en un escalonamiento de compresor adiabático es:
Δ i = i3 - i1 =
u ( c 2u - c1u )
g
en el supuesto de que la energía cinética es sensiblemente la misma a la salida del escalonamiento (3) que
a la entrada del escalonamiento (1), c3 ≅ c1.
El trabajo de compresión realizado es:
Tu =
u cm ( cot g β1 - cotg β 2 )
g
Como en un turbocompresor axial el incremento de presión por escalonamiento es muy reducido, la
variación de la densidad será también muy pequeña; si en primera aproximación se supone para un escalón que la densidad ρ = Cte, (no en el turbocompresor completo), se obtiene:
pfernandezdiez.es
TC axiales.V.-85
di = du + p dv + v dp = du + p dv = dQ = 0 = v dp =
dp
ρ
⇒ i3 - i1 =
p3 - p1
ρ
por lo que el incremento de presión teórico en un escalonamiento de turbocompresor axial con ρ = Cte, y
c3 ≅ c1 es:
p3 - p1 = ρ
(w12 - w22 ) - ( c22 - c12 )
u ( c 2u - c1u )
=
= ( p2 - p1 ) + ( p3 - p2 )
g
2 g/ρ
Rotor.- En la corona móvil del escalonamiento del turbocompresor axial con ρ = Cte, el incremento
de entalpía, (para un observador unido al rotor), es:
w12
w2
= i2 + 2
2g
2g
i1 +
⇒
w 2 - w 22
p 2 - p1
= i2 - i1 = 1
ρ
2g
es decir, el aumento de entalpía en el rotor está ligado el aumento de presión estática, fenómeno que sólo
es debido a un proceso de difusión del flujo relativo por ser, w1 > w2
Estator.- El incremento de presión teórico en la corona fija (estator) del escalonamiento de un turbocompresor axial con, ρ = Cte, y c3 ≅ c1 es:
c 22
c2
= i3 + 3
2g
2g
i2 +
⇒
i3 - i2 =
c 22 - c32
c2 - c2
= 2 1
2g
2g
por cuanto se trata de un proceso adiabático y en el mismo no se realiza ningún trabajo, es decir, la
energía aportada por el rotor se emplea en aumentar la presión debido a un proceso de difusión, la velocidad del aire c2 > c1 y en vencer las distintas pérdidas. El establecer la hipótesis ρ = Cte, equivale a tratar al compresor axial como una bomba axial, por lo que las ecuaciones anteriores son idénticas a las
que proporcionan los incrementos de presión en la bomba axial o en un ventilador.
Factor de disminución de trabajo en los TC axiales.- Las ecuaciones que se han visto hasta
ahora son sólo válidas en la teoría unidimensional, es decir, para un número infinito de álabes, por lo que
en el turbocompresor axial es preciso considerar un factor de disminución de trabajo µ < 1, ya que el trabajo dado por la ecuación de Euler, en el caso real, no es igual al salto interno del escalonamiento debido
a los efectos tridimensionales que tienen lugar en el conducto anular del turbocompresor; se ha comprobado que el trabajo dado por la ecuación de Euler es superior al salto interno, por lo que para obtener
este último es necesario multiplicar el resultado de la ecuación de Euler por el factor de disminución de
trabajo µ > 1.
El trabajo periférico o energía comunicada al fluido por el rodete Tu (teoría unidimensional), es:
Tu =
u ( c 2u - c 1u )
u cm ( cot g β 1 - cotg β 2 )
=
g
g
que representa el aumento de entalpía del fluido en el escalonamiento, y que para un gas perfecto vale,
cp ΔT, luego
Tu =
u cm ( cot g β1 - cotg β 2 )
= c p Δ Tu∞
g
⇒ ΔTu∞ =
u cm ( cotg β1 - cotg β 2 )
g cp
en la que ΔTu∞ es el incremento real de temperatura, expresando el subíndice ∞ la validez de la ecuación
sólo en la teoría unidimensional.
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TC axiales.V.-86
El factor de disminución de trabajo en el turbocompresor axial es:
µ=
ΔTu
T
= u <1
Δ Tu∞
Tu∞

El que el factor µ sea menor que la unidad se debe a que la velocidad axial cm se ha obtenido median
te la ecuación de continuidad, suponiendo que cm es constante de la base al extremo del álabe.

€ como se indica en la Fig V.3, que
Sin embargo, en el turbocompresor axial real cm no es constante,

representa la variación de cm según €
medidas experimentales desde la base al extremo del álabe del tur
bocompresor axial, por lo que el valor de cm en la ecuación:
€
u cm
Δ Tu∞ =
(cotg €β 1 - cotg β 2 )
gcp
€
es bastante elevado, lo que implica también que lo sean los de Δcu y el factor (cotg β1 - cotg β2).
Fig V.3.- Variación de cm de la base al extremo del álabe
en un turbocompresor axial
Fig V.4.- Factor de disminución de trabajo µ , en función
de la relación de cubo ν en un turbocompresor axial.
En los cálculos, el factor de disminución de trabajo µ se puede suponer del orden de 0,86; depende de
la relación de cubo ν, y para más exactitud deberá tomarse de la Fig V.4 en función de dicha relación.
V.3.- GRADO DE REACCIÓN
Si se sigue manteniendo la teoría unidimensional ρ = Cte, el grado de reacción de un turbocompresor axial se puede definir utilizando la misma ecuación que define el grado de reacción de las turbomáquinas hidráulicas, es decir:
σ=
Salto de presi ón en la corona móvil
Salto de presi ón en el escalonamiento
=
p2 - p1
p3 - p1
donde los subíndices se refieren a las secciones indicadas en la Fig V.1 que corresponde a un escalonamiento con grado de reacción en el intervalo (0,5 < σ < 1).
El grado de reacción de un turbocompresor axial puede tener un valor cualquiera comprendido entre
0 y 1 e incluso tomar valores menores que 0 y mayores que 1. Todos estos valores se pueden conseguir
con una corona móvil, y una corona fija, que en el caso general se puede disponer antes o después de la
corona móvil.
En la Fig V.5 se presentan cinco casos en los que la corona móvil va antes que la fija, tomando σ los
valores indicados. Para cada uno de estos casos se han trazado los triángulos de velocidades y al pie de
ellos los esquemas de la corona móvil y fija, siendo éstas la disposiciones más corrientes.
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TC axiales.V.-87
Fig V.5.- Triángulos de velocidad de diferentes escalonamientos de turbocompresores axiales,
con la misma relación de presiones, pero distintos grados de reacción, σ < 0, σ = 0, σ = 0,5, σ = 1, y σ > 1.
También es posible colocar la corona fija antes de la móvil.
Para establecer mejor la comparación, en los cinco casos se ha mantenido la misma velocidad peri
férica u , así como el mismo Δcu y, por tanto, el trabajo absorbido en todos los escalonamientos de la Fig
V.5, (u Δcu ) es el mismo; c1m = c2m = cm, es igual también en todos los triángulos.
€
El grado de reacción σ = 0 correspondiente al escalonamiento puro de acción y el σ < 0 se utilizan algunas veces cuando es posible la instalación de un difusor del compresor para la transformación de
energía, por ejemplo, en los exhaustores.
El grado de reacción σ = 1 corresponde al escalonamiento puro de reacción.
En general, el grado de reacción más utilizado en un turbocompresor axial está comprendido entre
(0,4÷1), siendo algunas veces mayor que 1.
Dentro de esta gama se encuentran los tres tipos de escalonamientos correspondientes a los triángulos de velocidades de la Fig V.6 que constituyen una clasificación que ha sido muy empleada, en los
que, c3 = c1:
- Escalonamiento simétrico: σ = 0,5 ; α1 < 90º ; β2 < 90º , Fig V.6a
- Escalonamiento sin rotación (a la entrada): 0,5 < σ < 1 ; α1 = 90º ; β2 < 90º, Fig V.6b
a) Escalonamiento simétrico, σ = 0,5 ; α1 < 90º
b) Escalonamiento sin rotación (a la entrada), 0,5 < σ < 1 ; α 1 = 90º
c) Escalonamiento con contrarotación (a la entrada), σ > 1 ; α 1 > 90º
Fig V.6.- Triángulos de velocidades e incrementos de presión en la corona fija y en la corona móvil,
para los tres tipos de escalonamientos más corrientes de turbocompresores axiales
- Escalonamiento con contrarotación (a la entrada); σ > 1 ; α1 > 90º ; β 2 < 90º, Fig V.6c. Este tipo de
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TC axiales.V.-88
€
escalonamiento se suele diseñar para la salida del rodete axial, α2 = 90º.
Los turbocompresores axiales de turbinas de gas de aviación se caracterizan por tener grandes velocidades periféricas; se utiliza el turbocompresor axial de σ = 0,5 que tiene la ventaja constructiva de utilizar el mismo perfil de álabe para la corona móvil y la corona fija, pudiendo realizar una compresión más
uniforme.
En las turbinas estacionarias, (sus velocidades periféricas son más reducidas), se utiliza un turbo
compresor axial de σ= 1 porque para una misma velocidad periférica u se alcanza una mayor presión en
el escalonamiento, y al mismo tiempo se consigue un compresor más estable.
Comparando entre sí los tipos de escalonamiento €
representados en la Fig V.5.c.d vamos a
considerar las siguientes situaciones:
- Se puede suponer que u = cm, así como el ángulo de desviación (β1 - β 2). En este caso, la presión
para σ = 1 es mayor que para σ = 0,5 puesto que en este último la diferencia (cotg β1 - cotg β 2) es menor
que en el primero, ya que del triángulo de velocidades se deduce que:
cot g β1 - cot g β2 =
sen ( β 2 - β1 )
sen β1 sen β2
b) Se puede suponer que u = cm, así como (cotg β 1- cotg β 2), por lo que las presiones creadas por los
escalonamientos también son iguales, mientras que (β2 - β 1) será mayor en el caso de σ = 0,5 y, por
tanto, las pérdidas serán también mayores, y la estabilidad de funcionamiento del compresor será menor.
Tabla V.1.- Estudio comparativo de los tres diseños básicos de turbocompresor axiales en función de σ
Escalonamiento
Grado de reacción
u y cm la misma en todos
los escalonamientos
Simétrico
Sin rotación Contrarotación
0 ,5 < σ < 1
σ> 1
0,5
w pequeña
Poco rozamiento
w intermedia
Buen rendimiento
w y c m la misma en todos
u grande
u intermedia
los escalonamientos
Reducción del número de escalonamientos
u y w la misma en todos
c m grande
los escalonamientos
Aumento de la capacidad para un cierto trabajo
grande
c m intermedia
Δp
Reducción del número de escalonamientos
Intermedio
w grande
u pequeña
c m pequeña
pequeño
V.4.- COEFICIENTES DE DISEÑO
Coeficiente de presión Ψ.- El coeficiente de carga o de presión ψ de un escalonamiento, referido al
extremo del álabe, expresa la capacidad de trabajo Tu por unidad de masa desarrollado por el escalonamiento, se define como:
Ψ=
Tu
c
= Tu = u ( c1u - c 2u ) = u c 1m ( cot g α 1 - cotg α 2 ) = 1m ( cot g α 1 - cot g α 2 )
2
g
g
u
u /g
siendo Tu el salto energético isentálpico en el escalonamiento; el coeficiente así definido varía de la base
al extremo, a lo largo de la longitud radial del álabe, por lo que viene referido en cada caso a la sección de
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TC axiales.V.-89
que se trate. En los turbocompresores de varios escalonamientos los valores de Ψ en la base y en la mitad del álabe son:
Ψ base < 1 ;
Ψ mitad del álabe < 0 ,7
Coeficiente de caudal o de flujo Φa.- Está relacionado con el tamaño de la máquina para un gasc
to másico G dado, y se define en la forma: Φ a = m
u
En el diseño de los turbocompresores axiales de varios escalonamientos, se recomienda mantener:
Φ a ≥ 0 ,45 Ψ
Los valores usuales de Φa referidos al diámetro medio, suelen estar comprendidos entre (0,5 ÷ 0,8).
Relación de cubo ν.- Se define como la relación entre el radio de la base y el radio exterior del álabe:
rbase
rexterior del álabe
ν=
El coeficiente ν se escoge tanto mayor, cuanto mayor sea el coeficiente de presión adoptado; la experiencia demuestra que el valor óptimo oscila entre un mínimo y un máximo en la forma:
0 ,9 ψ
< ν < ( 0 ,8 ÷0 ,85)
1,4 - 0 ,9 Ψ
⇒
0 ,5 < ν < 0 ,85
Número específico adimensional de revoluciones nescalón.- El número específico adimensional
de un escalón en los turbocompresores axiales se define en la forma:
n escalón =
(1 - ν 2 ) Φ a
Ψ 3/4
u2
N° de Mach M. - Sabemos que para un escalonamiento se tiene: Tu = Ψ
, Aumentar la relación
g
de compresión de un escalonamiento equivale a aumentar Tu para lo cual, una vez escogido un valor de
ψ, la velocidad periférica u aumentará, lo que implica, para valores constantes de cm y Δcu a la entrada
€
del rodete, un aumento creciente de w1, que al acercarse a la velocidad del sonido cs aumenta el nº Mach,
w1
, hasta llegar al valor crítico, que viene a estar comprendido entre 0,65 y 0,85, pasando de régics
men subsónico a transónico.
M=
En los álabes de gran espesor y gran curvatura el número crítico es aún menor, y disminuye al aumentar el ángulo de ataque, dependiendo finalmente del ángulo de posición del perfil en el enrejado.
Si el régimen pasa de supersónico a subsónico, en el compresor se crean ondas de choque, con desprendimientos locales de la capa límite, aumento de las pérdidas y disminución del rendimiento. Para que
se produzcan estos fenómenos basta conque en algún punto del perfil, que se encuentra de ordinario en
la superficie convexa, se llegue a la velocidad del sonido; allí la velocidad local es muy superior a la velocidad media de la corriente.
Como el nº de Mach crítico se determina a la velocidad media, ésto explica que los fenómenos supersónicos ocurran antes de que la velocidad media de la corriente alcance la velocidad del sonido; en esta
situación aumenta la resistencia al arrastre, y disminuye simultáneamente el empuje ascensional, lo
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TC axiales.V.-90
que equivale a un descenso rápido del rendimiento del turbocompresor en el enrejado de álabes.
Para un mismo enrejado de álabes, en el que se mantiene la semejanza de los triángulos de velocida

des, un aumento de u implica un aumento de w1 y cm , por lo que la limitación de estas últimas velocida
des implica la limitación de la velocidad periférica u .
En los turbocompresores de varios escalonamientos, aún manteniendo M > Mcrít se puede lograr un
€
€
aumento del salto entálpico por escalonamiento,
con la consiguiente reducción del número de los mis€
mos, aprovechando el hecho de que la temperatura del aire aumenta con la compresión y, por lo tanto,
la velocidad del sonido, siendo su valor del orden de: c s = 20
T
V.5.- FORMAS BÁSICAS DEL PERFIL MERIDIONAL
El diseño de la carcasa y del tambor, para que siempre se logre una disminución de la altura del álabe en el sentido del flujo, que tenga en cuenta la disminución del volumen específico con la compresión, se
puede hacer de seis formas distintas, que se representan en la Fig V.7.
Fig V.7.- Formas básicas del corte meridional de un turbocompresor axial
- Diámetro exterior dp constante, Fig V.7a.- La disminución creciente de la altura del álabe se consigue aquí con el aumento del diámetro db en la base, en el sentido de la compresión. Con este tipo de diseño se alcanzan grandes valores del trabajo de compresión por escalonamiento, del orden de 30÷40 kJ/kg,
reduciéndose el número de escalonamientos.
Las desventajas de este diseño son:
- Si el gasto es pequeño y la relación de compresión total es grande, los álabes de las últimas coronas
móviles son muy cortos, lo que influye desfavorablemente en el rendimiento
- Esta construcción es tecnológicamente complicada
- Diámetro db constante, Fig V.7-b.- En este diseño el diámetro medio del álabe dm es variable. El trabajo por escalonamiento es menor que en el caso anterior, pero desaparecen las dos desventajas enunciadas.
- Diámetro dm constante, Fig V.7c
- El diámetro dm aumenta al principio y luego disminuye, Fig V.7d.- En el intervalo L1, el diámetro dm
aumenta, para disminuir luego en el intervalo L2.
- El diámetro dm aumenta en el sentido del flujo, Fig V.7e.- Con este disposición se consigue disminuir
pfernandezdiez.es
TC axiales.V.-91
el número de escalonamientos, para caudal volumétrico pequeño y grado de compresión elevado.
- El diámetro dm disminuye en el sentido del flujo, Fig V.7f.- Con este diseño se consiguen elevados
rendimientos, si los caudales volumétricos son pequeños y las relaciones de compresión elevadas.
La elección de uno u otro tipo de diseño dependerá también del grado de reacción, que puede variar de
un escalonamiento a otro, y de la aplicación a que se destine el compresor.
V.6.- NUMERO DE ESCALONAMIENTOS
Al igual que en los turbocompresores radiales se puede hacer una estimación del número de escalonamientos a base de los datos iniciales conocidos Fig V.8, calculando el número específico adimensional de
n Q
revoluciones del compresor n q = 5 ,543 3/4 para la unidad completa y, posteriormente, con ayuda de
Tu
la Tabla V.2, el valor de nescalón (número específico adimensional de revoluciones del escalón) a introducir en la Fig V.8 y obtener así un nº Z de escalonamientos
aproximado.
Q1 + Q2
, siendo Q1 un dato de
2
partida en el diseño del turbocompresor, de forma que:
El caudal medio es Q =
Q2 = Q1
Fig V.8.- Estimación del número de escalonamientos Z
de un turbocompresor
p2/p1
( p2/p1 ) ( γ - 1 )/ γ - 1
1+
ηi
p2
la relación de compresión; el rendimiento interno η i hay que estimarlo, alcanzándose rendip1
mientos internos en cada escalonamiento del orden de (0,9 ÷ 0,92), estando el rendimiento interno de todo
siendo
el compresor entre (0,86 ÷ 0,90).
El salto energético total en la máquina es:
γ
p
Tu =
R TE { ( F )
γ-1
pE
γ- 1
γ
- 1}
Tabla V.2.- Cálculo de los valores de nescalón a partir del nq
m 3/seg
nq (rpm
nq
m3/4
1
3,65
CV
)
m5/4
n0 (adimensional)
0,274
ηtotal
€
€
ns
ns (rpm
)
ηtotal
€
nescalón
ηtotal
0,006324
ρtotal
0,001733
ρ estática
€
€
pfernandezdiez.es
€
ρtotal
ρestática
1246 ηtotal
1
0,003
158,13
333
€
0,000822
n0
nescalón ( adimensional)
€
1
ρtotal
ρ estática
1
0,4744
ρtotal
ρ estática
2,108
ρtotal
ρestática
€
€
TC axiales.V.-92
V.7.- DIMENSIONES PRINCIPALES DE UN TC AXIAL DE DIÁMETRO EXTERIOR CONSTANTE
Se han hecho numerosos estudios teóricos y experimentales, basándose en la teoría de la semejanza, que se recogen en gráficos como los que se representan en las Fig V.8 y 10, (Eckert), y que permiten
estimar rápidamente las dimensiones principales de un turbocompresor axial de diámetro exterior constante, que sólo es aplicable al diseño (a) de la Fig V.7.
Por lo que se refiere a los tres diseños fundamentales estudiados anteriormente, la gráfica de la Fig
IV.10, se puede aplicar a los diseños (a) y (b) de la Figura V.7 (sin rotación a la entrada α 1= 90º, y rotación positiva α1 < 90º), pero en ningún caso al diseño (c) en contrarotación α1 > 90º.
Dado que el intervalo del grado de reacción (0 < σ < 1) es el más corriente en los turbocompresores
axiales, se utilizan para un cálculo previo.
Fig V.9.- Valores óptimos de Ψ, Φa, ν y ηι, de un escalonamiento de turbocompresor axial,
en función del número específico adimensional de revoluciones nescalón, sin rotación a la entrada, α 1 = 90º
Fig V.10.- Diagrama de Eckert para la obtención de las dimensiones principales
de un turbocompresor axial de varios escalonamientos
En el gráfico representado en la Fig V.9 se encuentran los valores óptimos para el coeficiente de presión Ψ, el coeficiente de caudal Φa, la relación de cubo ν y el rendimiento interno óptimo ηi de un escalopfernandezdiez.es
TC axiales.V.-93
namiento, en función del número específico adimensional de revoluciones del turbocompresor axial referido a un escalonamiento.
Para determinar el valor del número específico adimensional de revoluciones nescalón de cada escalo1,03 Tu
namiento, hay que calcular el salto adiabático isentrópico medio del escalonamiento Δ i =
, en la
Z
que se incluye el valor 1,03 que es el factor de recalentamiento del fluido.
El número específico adimensional de revoluciones del turbocompresor axial de cada escalonamiento
disminuye desde el primero hasta el último escalonamiento, aumentando al mismo tiempo la relación de
cubo y el coeficiente de presión. Si se conoce el número específico adimensional de revoluciones para el
primer escalonamiento, se obtienen de la Fig V.9 los valores de ψ1, Φa1, ν1, ηi1.
En los turbocompresores de varios escalonamientos no siempre es posible optimizar todos los escalonamientos, por lo que habrá algunos que no alcanzarán la condición de rendimiento óptimo. En esta situación se utiliza el gráfico de la Fig V.10, que permite estimar el rendimiento a alcanzar en cada caso.
Este gráfico no es válido para el diseño con contrarotación.
Para calcular el diámetro exterior de los álabes se utiliza la expresión:
de =
4 Q1
π (1 - ν ) 2 Φ a1 u e
en la que:

- ue es la velocidad periférica en el extremo del álabe a la entrada del escalonamiento que coincide con
la velocidad correspondiente al diámetro exterior
- Q1 es el caudal volumétrico del primer escalonamiento
€
- Φa1 es el coeficiente de caudal del primer escalonamiento
Si el número de revoluciones n es un dato inicial, el diámetro d e =
b = ( 0 ,25÷0 ,35) de , para d e = 300÷600 mm
ue
, y la longitud axial del álabe:
πn
Para diámetros de mayores, los valores son más pequeños y para diámetros menores más grandes.
V.8.- PROCEDIMIENTO DE CALCULO DEL TC AXIAL
En el diseño de un turbocompresor axial es importante tener en cuenta las siguientes consideraciones:
- Rendimiento óptimo en el punto de diseño (objetivo muy frecuente en todo diseño).
- Mayor economía en la construcción, aún sacrificando algo el rendimiento.
- Seguridad de funcionamiento y resistencia.- Si el salto isentálpico total que se alcanza en un escalonamiento del turbocompresor axial oscila, por ejemplo, entre 8 y 15 kJ/kg, y se busca una máquina totalmente exenta de vibraciones y bombeo, se escogerán dentro de la gama indicada los valores más bajos; para los turbocompresores móviles se escogerán los valores intermedios y los más elevados para los
turborreactores de los aviones.
- El número de revoluciones es con frecuencia el factor decisivo en el diseño; de manera que si el número de revoluciones viene prescrito por la máquina conducida, el diseño puede ser totalmente distinto
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que si éste pudiese ser elegido arbitrariamente en el proyecto
Diseño refrigerado.- Con los datos iniciales del proyecto y con el diagrama (i-s) se tiene:
- Presión pE y temperatura TE del gas a la entrada del turbocompresor
- Relación total de compresión
pF
pE
- Salto isentálpico total o salto energético en la máquina
- Presión pF y temperatura real TF del gas al final de la compresión, calculada esta última mediante
la estimación de un rendimiento interno medio del escalonamiento ηie y del factor de recalentamiento.
- El gasto másico G constante en toda la máquina o el caudal volumétrico a la entrada, estando ambos relacionados
por la ecuación:
QE = G v E = G
R TE
pE
- Selección del número de revoluciones n
- Cálculo del número de escalonamientos Z
- Decidir entre diseño:
a) Con torbellino libre en el que el grado de reacción es
variable, mínimo en la base del álabe y creciente con la altura del mismo, siendo cm= Cte, y circulación Γ = 2π cu r = Cte
b) Con grado de reacción constante en todo el álabe
- Selección del perfil del álabe en la base, que tenga un coeficiente de empuje ascensional elevado, un coeficiente de arrastre bajo y que sea estable en una amplia gama de ángulos de
ataque. Con frecuencia se selecciona primero un perfil base simétrico, a continuación se escoge una línea
media y una distribución de espesores.
Fig V.11.- Corte meridional de una corona móvil
de turbocompresor axial y desarrollo cilíndrico
- Selección de los coeficientes de presión Ψ, de caudal Φa , y de empuje ascensional Ca desde la entrada
a la salida de la máquina.
- Determinación del diámetro medio del primer escalonamiento y de la longitud radial a1 del álabe, a
la entrada del mismo, si no se tiene en cuenta el espesor de los álabes, por medio de las ecuaciones:
ue 1 =
d e1π n
60
;
π dm1 a1 c1m = G vE
con vE el volumen específico del aire a la entrada
En este esquema se prescinde de la refrigeración, que se podrá hacer después de cada cuerpo del turbocompresor, o incluso después de cada escalonamiento en los turbocompresores más eficientes, y consideramos cada cuerpo, o respectivamente cada escalonamiento, idealmente adiabático.
⎧ Compresores estacionarios , 80÷120, m/seg
Valores usuales de la velocidad axial cm son: ⎨
⎩ Compresores móviles , 140÷ 200, m/seg
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La longitud radial de los álabes no debe ser menor de 35÷40 mm.
Los valores de dm1 y altura del álabe a1 están relacionados entre sí y con la relación de cubo ν por la
ecuación:
ν=
db 1 dm 1 - b1
=
= 0, 5 ÷ 0, 85
d e1 d m1 + b1
en la que se escoge, por ejemplo 0,5 en el primer escalonamiento y 0,85 en el último.
- Determinación del diámetro medio del último escalonamiento, utilizando el coeficiente de caudal
Φa(último) y νF.
- Selección de la forma del corte meridional.
- Construcción de los triángulos de velocidades, tanto a la entrada como a la salida, al menos en la
base, álabe medio, y extremo del álabe (aunque conviene hacerlo en más secciones del álabe). A continuación se comprueba el ángulo de desviación (β2-β1) que ha de tener un valor conveniente. Es muy difícil que los ángulos de la corriente a la entrada y salida β1 y β 2 coincidan con los ángulos que forman las
tangentes a la línea media del álabe, por lo que, en general, aun en el punto de diseño, el desvío de la
corriente(β2-β1)no coincidirá con el desvío que marca la línea media del perfil, como se observa en la Fig
V.11.
- Determinación del paso relativo t en todas las secciones, que suele oscilar entre (0,9 ÷1) pudiéndose
L
extender la gama por un lado y por otro de (0,5÷1,5). El número de álabes Z viene relacionado con el paso
π dm
por la ecuación: t =
Z
- Determinación de la cuerda del perfil Lm en el diámetro medio.
- Diseño del álabe de la base al extremo, teniendo en cuenta que: Ca L
(u -
Δ cu 2
2 = Cte
) + cm
2
- Comprobación del número de Mach en cada sección del álabe
- Determinación del rendimiento del escalonamiento, del estado del gas y de la longitud del álabe a la
salida del escalonamiento.
A continuación se repite el proceso de cálculo para los restantes escalonamientos y finalmente se
determina el rendimiento interno del turbocompresor.
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